JP2000179572A - ダンパーディスク組立体 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 車輌等の違いに対して容易に微小捩り振動発
生時のヒステリシストルクの大きさを変更できるように
する。 【解決手段】 クラッチディスク組立体１において、摩
擦ワッシャー４８は、プレート３２とハブフランジ１８
との間に配置され、プレート３２からトルクが入力され
るようにかつ軸方向に移動可能に係合している。コーン
スプリング４９は、摩擦ワッシャー４８とプレート３２
との軸方向間に配置され、両部材に対して軸方向に反発
力を与えている。固定プレート２０は摩擦ワッシャー４
８に軸方向から当接している。スペーサ８０は、固定プ
レート２０とハブフランジ１８との軸方向間に挟まれて
配置され、両部材の間でトルクを伝達する。スペーサ８
０と固定プレート２０との回転方向間、及びスペーサ８
０とハブフランジ１８との回転方向間の少なくとも一方
には隙間機構４６が形成されている。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ダンパーディスク
組立体、特に、捩じり特性の高捩じり角度領域において
微小捩じり振動が発生した時に所定の摩擦機構を作動さ
せないための回転方向隙間を有するダンパーディスク組
立体に関する。

【０００２】

【従来の技術】車輌に用いられるクラッチディスク組立
体は、フライホイールに連結・切断されるクラッチ機能
と、フライホイールからの捩じり振動を吸収・減衰する
ためのダンパー機能とを有している。一般に車両の振動
には、アイドル時異音（ガラ音）、走行時異音（加速・
減速ラトル，こもり音）及びティップイン・ティップア
ウト（低周波振動）がある。これらの異音や振動を取り
除くことがクラッチディスク組立体のダンパーとしての
機能である。

【０００３】アイドル時異音とは、信号待ち等でシフト
をニュートラルに入れ、クラッチペダルを放したときに
トランスミッションから発生する「ガラガラ」と聞こえ
る音である。この異音が生じる原因は、エンジンアイド
リング回転付近ではエンジントルクが低く、エンジン爆
発時のトルク変動が大きいことにある。このときにトラ
ンスミッションのインプットギアとカウンターギアとが
歯打ち現象を起こしている。

【０００４】ティップイン・ティップアウト（低周波振
動）とは、アクセルペダルを急に踏んだり放したりした
ときに生じる車体の前後の大きな振れである。駆動伝達
系の剛性が低いと、タイヤに伝達されたトルクが逆にタ
イヤ側から伝わり、その揺り返しとしてタイヤに過大ト
ルクが発生し、その結果車体を過渡的に前後に大きく振
らす前後振動となる。

【０００５】アイドリング時異音に対しては、クラッチ
ディスク組立体の捩じり特性においてゼロトルク付近が
問題となり、そこでの捩じり剛性は低い方が良い。一
方、ティップイン・ティップアウトの前後振動に対して
は、クラッチディスク組立体の捩じり特性をできるだけ
ソリッドにすることが必要である。

【０００６】以上の問題を解決するために、２種類のバ
ネを用いることにより２段特性を実現したクラッチディ
スク組立体が提供されている。そこでは、捩じり特性に
おける低捩じり角度領域における捩じり剛性及びヒステ
リシストルクを低く抑えているために、アイドリング時
の異音防止効果がある。また、捩じり特性における高捩
じり角度領域では捩じり剛性及びヒステリシストルクを
高く設定しているため、ティップイン・ティップアウト
の前後振動を十分に減衰できる。

【０００７】さらに、高捩じり角度領域においてたとえ
ば通常走行時のエンジンの燃焼変動に起因する微小振動
が入力されたときに、高捩じり角度領域で作動するため
の摩擦機構を作動させないことで、低ヒステリシストル
クによって微小振動を効果的に吸収するダンパー機構も
知られている。

【０００８】

【発明が解決しようとする課題】従来のクラッチディス
ク組立体では、例えばリテーニングプレートに対して樹
脂製の摩擦部材を所定角度範囲内で相対回転可能に係合
させている。従って、捩り特性の高捩じり角度領域にお
いて微小捩り振動が発生した時には、コーンスプリング
とリテーニングプレートとの間で摺動が生じる。ここで
発生するヒステリシストルクは、金属同士の摩擦である
ため値をコントロールできない。そのため車輌の種類に
よっては微小捩り振動に対して適切な値でない場合があ
る。

【０００９】本発明の目的は、車輌等の違いに対して容
易に微小捩り振動発生時のヒステリシストルクの大きさ
を変更できるようにすることにある。

【００１０】

【課題を解決するための手段】請求項１に記載のダンパ
ーディスク組立体は、第１及び第２円板状入力部材とハ
ブと円板状中間部材と摩擦部材と付勢部材と中間機構と
第１弾性部材と第２弾性部材とを備えている。

【００１１】第１及び第２円板状入力部材は軸方向に間
隔をあけて配置され互いに固定されている。ハブは第１
及び第２円板状入力部材の内周側に配置されている。円
板状中間部材はハブの外周側で第１及び第２円板状入力
部材の軸方向間に配置されている。摩擦部材は、第２円
板状入力部材と円板状中間部材との間に配置され、第２
円板状入力部材に対して第２円板状入力部材からトルク
が入力されるようにかつ軸方向に移動可能に係合してい
る。付勢部材は、摩擦部材と第２円板状入力部材との軸
方向間に配置され、摩擦部材と第２円板状入力部材に対
して軸方向に反発力を与えている。第１弾性部材は中間
機構とハブとを回転方向に弾性的に連結している。第１
弾性部材は捩じり特性の低捩じり角度領域で低剛性をも
たらすための部材である。第２弾性部材は第１及び第２
円板状入力部材と円板状中間部材とを回転方向に弾性的
に連結している。第２弾性部材は捩り特性の高捩じり角
度領域において高剛性をもたらすための部材である。

【００１２】中間機構は第１中間部材と第２中間部材と
を有している。第１中間部材は摩擦部材に軸方向から当
接して配置されている。第２中間部材は、第１中間部材
と円板状中間部材との軸方向間に挟まれて配置され、第
１中間部材と円板状中間部材との間でトルクを伝達する
ようになっている。第１中間部材と第２中間部材との回
転方向間、及び第２中間部材と円板状中間部材との回転
方向間の少なくとも一方には前記高捩じり角度領域にお
ける微妙捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機
構を摺動させないための所定の隙間が確保されている。

【００１３】請求項１に記載のダンパーディスク組立体
では、第１及び第２円板状入力部材にトルクが入力され
ると、両入力部材から、第２弾性部材、円板状中間部
材、中間機構、第１弾性部材、ハブの順番でトルクが伝
達される。また、ダンパーディスク組立体において捩じ
り振動が生じるときには、第１及び第２円板状入力部材
とハブとが相対回転し、両部材間で第１及び第２弾性部
材が回転方向に圧縮される。これにより、各種捩じり振
動が効果的に吸収・減衰される。

【００１４】ダンパーディスク組立体の捩じり特性につ
いて、第１及び第２円板状入力部材を他の部材に固定し
ておきそれに対してハブを一方向に捩じっていく動作に
よって説明する。低捩じり角度領域では第１弾性部材が
回転方向に圧縮され、低剛性の特性が得られる。捩じり
角度が大きくなり高捩じり角度領域に入ると、第２弾性
部材が圧縮され高剛性の特性が得られる。高捩じり角度
領域では、摩擦部材が中間機構に対して回転方向に摺動
することで比較的大きな摩擦を発生する。

【００１５】車輌通常走行時（第１及び第２円板状入力
部材とハブの捩じり角度は高捩じり角度領域に位置して
いる）において、例えばエンジンのトルク変動に起因す
る微小捩じり振動が発生したときは、高捩じり角度領域
にも関わらず、捩じり振動が所定の隙間の捩じり角度範
囲内であれば、摩擦部材と中間機構との間に相対回転す
なわち摺動が生じない。この結果、摩擦部材による比較
的大きな摩擦が発生せず、微小捩じり振動を効果的に吸
収・減衰できる。

【００１６】中間機構は第１中間部材と第２中間部材と
からなり、前記所定の隙間は第１中間部材と第２中間部
材との回転方向間、及び第２中間部材と円板状中間部材
との回転方向間の少なくとも一方に確保されているた
め、いずれの部材との間に所定の隙間を確保するかを選
択することによって微小捩り振動発生時に第２中間部材
が摺動する部材を変更できる。この結果、第２中間部材
と他の部材との摩擦係数がそれぞれ異なる場合には微小
捩り振動に対して異なるレベルのヒステリシストルクを
得ることができる。この結果、車輌の種類に応じて適切
な特性を得ることができる。ここでは、特に、第２中間
部材の変更によって第２中間部材をいずれの部材と摺動
させるかを決定することができるので、方法が簡単であ
る。

【００１７】請求項２に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項１又は２において、第１中間部材と第２中
間部材との間の摩擦係数は円板状中間部材と第２中間部
材との間の摩擦係数と異なる。

【００１８】請求項３に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項２において、第２中間部材は樹脂製であ
る。

【００１９】請求項３に記載のダンパーディスク組立体
では、第２中間部材は容易に設計変更が可能である。

【００２０】請求項４に記載のダンパーディスク組立体
では、請求項１〜３のいずれかにおいて、第１中間部材
と第２中間部材との回転方向間、及び第２中間部材と円
板状中間部材との回転方向間の両方に高捩じり角度領域
における微妙捩じり振動に対して摩擦部材と中間機構を
摺動させないための所定の隙間が確保されている。

【００２１】請求項４に記載のダンパーディスク組立体
では、回転方向隙間が直列に形成されているため、ヒス
テリシストルクの立ち上がりを滑らかにできる。

【００２２】

【発明の実施の形態】図１〜図５に、本発明の一実施形
態としてのクラッチディスク組立体１を示す。クラッチ
ディスク組立体１は車輌のクラッチに用いられる。図３
〜図５に示すクラッチディスク組立体１の左側には図示
しないエンジン及びフライホイールが配置され、図３〜
図５の右側には図示しないトランスミッションが配置さ
れている。以後、図３〜図５の左側を第１軸方向側（エ
ンジン側）と呼び、図３〜図５の右側を第２軸方向側
（トランスミッション側）と呼ぶ。各図のＯ−Ｏはクラ
ッチディスク組立体１の回転軸線すなわち回転中心であ
り、図１に示す矢印Ｒ１はフライホイール及びクラッチ
ディスク組立体１の回転方向（正側）であり、Ｒ２はそ
の反対回転方向（負側）である。

【００２３】概略説明図６に示す機械回路図は、入力回
転体２とハブ３とのトルク伝達経路間に形成されるダン
パー機構４を模式的に描いたものであり、例えばハブ３
を入力回転体２に対してＲ２方向に捩じったときの各部
材の動作関係を説明するための図である。ダンパー機構
４は、捩じり特性の高捩じり角度領域において高剛性を
もたらす第１ダンパー機構５と、捩じり特性の低捩じり
角度領域において低剛性をもたらす第２ダンパー機構６
とから構成されている。第１ダンパー機構５と第２ダン
パー機構６とは、入力回転体２とハブ３との間に互いに
直列に作用するように配置されている。

【００２４】第１ダンパー機構５は、第１バネ１６やバ
ネ１７からなる第１弾性機構７と、ハブフランジ１８と
入力回転体２とが相対回転するときに摩擦を発生する第
２大摩擦機構８と、ハブフランジ１８と入力回転体２と
の相対回転角度を規制するための機構であり捩じり角度
θ２＋θ３だけ入力回転体２とハブフランジ１８との相
対回転を許容している第１ストッパー１１とから構成さ
れている。第１弾性機構７、第２大摩擦機構８及び第１
ストッパー１１はハブフランジ１８と入力回転体２との
間に互いに並列に作用するように配置されている。

【００２５】第２ダンパー機構６は主に第２弾性機構９
と第１小摩擦機構１０と第２ストッパー１２とから構成
されている。第２弾性機構９の第２バネ２１は第１弾性
機構７の第１バネ１６よりバネ定数が小さく設定されて
いる。第１小摩擦機構１０は第２大摩擦機構８で発生す
る摩擦より小さな摩擦を発生するように設定されてい
る。第２ストッパー１２は、ハブ３とハブフランジ１８
との相対回転を規制するための機構であり、捩じり角度
θ１だけハブ３とハブフランジ１８との相対回転を許容
している。第２弾性機構９，第１小摩擦機構１０及び第
２ストッパー１２はハブ３とハブフランジ１８との間で
互いに並列に作用するように配置されている。

【００２６】詳細説明 次に、クラッチディスク組立体１の各構造について詳細
に説明する。

【００２７】入力回転体２はクラッチプレート３１とリ
テーニングプレート３２とクラッチディスク３３とから
構成されている。クラッチプレート３１及びリテーニン
グプレート３２は円板状又は環状のプレート部材であ
り、互いに対して軸方向に所定距離だけ離れて配置され
ている。クラッチプレート３１はリテーニングプレート
３２の第１軸方向側に配置されている。クラッチプレー
ト３１とリテーニングプレート３２の外周部は回転方向
に並んで配置された複数のストップピン４０により互い
に固定されている。これにより、クラッチプレート３１
とリテーニングプレート３２との軸方向距離が定めら
れ、さらに両プレート３１, ３２は一体回転する。クラ
ッチプレート３１の外周部には、クラッチディスク３３
のクッショニングプレート４１が複数のリベット４３に
より固定されている。クッショニングプレート４１の軸
３１の両側に環状の摩擦フェーシング４２が固定されて
いる。

【００２８】クラッチプレート３１及びリテーニングプ
レート３２には、回転方向に等間隔で複数の第１収容部
３４が形成されている。第１収容部３４は軸方向に僅か
に膨らんだ部分であり、回転方向両側に第１支持部３５
を有している。さらに、クラッチプレート３１及びリテ
ーニングプレート３２には、回転方向に等間隔で複数の
第２収容部３６が形成されている。第２収容部３６は各
第１収容部３４のＲ１側に隣接して配置されている。第
２収容部３６は回転方向両側に第２支持部３７を有して
いる。各第２収容部３６は第１収容部３４に比べ半径方
向及び回転方向に長く形成されている。

【００２９】ハブフランジ１８はクラッチプレート３１
及びリテーニングプレート３２の間すなわち両部材の軸
方向間に配置されている。ハブフランジ１８は入力回転
体２とハブ３との間の中間部材として機能する。ハブフ
ランジ１８はプレート３１,３２に比べて厚肉の円板状
又は環状の部材である。ハブフランジ１８には、第１収
容部３４に対応して第１窓孔５７が形成されている。第
１窓孔５７は第１収容部３４に対して形成されている。
第１窓孔５７の回転方向角度は第１収容部３４の第１支
持部３５間の回転方向角度より小さくなっている。そし
て第１窓孔５７の回転方向中心は第１収容部３４の回転
方向中心とほぼ一致している。このため、第１窓孔５７
の回転方向両端と第１収容部３４の第１支持部３５との
間には回転方向両側にそれぞれ捩じり角度θ２だけの隙
間が確保されている。第１窓孔５７内にはバネ１７が配
置されている。バネ１７はコイルスプリングであり、回
転方向両端が第１窓孔５７の回転方向両端に当接してい
る。この状態で、バネ１７の回転方向両端は第１収容部
３４の第１支持部３５に対してそれぞれ捩じり角度θ２
だけ離れている。

【００３０】ハブフランジ１８には、第２収容部３６に
対応した位置に第２窓孔５６が形成されている。第２窓
孔５６は半径方向及び回転方向長さが第２収容部３６に
ほぼ一致している。第１バネ１６は第２窓孔５６内に配
置されている。第１バネ１６は２組のコイルスプリング
が組み合わされてなる弾性部材であり、回転方向両端が
第２窓孔５６の回転方向両端に当接している。また、第
１バネ１６の回転方向両端は第２収容部３６の第２支持
部３７に当接している。ハブフランジ１８の内周部に
は、軸方向両側に延びる筒状部５９が形成されている。
筒状部５９の内周面には、半径方向内側に延びる複数の
内周歯６１が形成されている。

【００３１】ハブ３は、プレート３１, ３２及びハブフ
ランジ１８の内周側すなわち各部材の中心孔内に配置さ
れた筒状の部材である。ハブ３は主に筒状のボス６２か
ら構成されている。ボス６２の中心孔には複数のスプラ
イン６３が形成されている。このスプライン６３がトラ
ンスミッションから延びるシャフトのスプラインに係合
することで、ハブ３からシャフトにトルク出力が可能と
なっている。ボス６２には半径方向外方に延びるフラン
ジ６４が形成されている。この実施形態ではフランジ６
４の半径方向幅は僅かである。フランジ６４には、さら
に半径方向外方に延びている複数の外周歯６５が形成さ
れている。外周歯６５はボス６２から半径方向外側に延
びるフランジの一部を形成していると考えてもよい。外
周歯６５はハブフランジ１８の筒状部５９に対応する半
径方向長さを有している。外周歯６５は内周歯６１の回
転方向間に延びており、回転方向両側にそれぞれ所定の
捩じり角度θ１だけ隙間を有している。また、外周歯６
５から見てそのＲ２側の捩じり角度θ１はＲ１側の捩じ
り角度θ１に比べてやや大きく設定されている。内周歯
６１及び外周歯６５はそれぞれ半径方向先端に向かって
回転方向幅が狭くなる形状である。

【００３２】次に第２ダンパー機構６について説明す
る。第２ダンパー機構６は、ハブ３とハブフランジ１８
との間でトルクを伝達するとともに、捩じり振動を吸収
・減衰するためのものである。第２ダンパー機構６の第
２弾性機構９は主に第２バネ２１から構成されている。
第２ダンパー機構６の第１小摩擦機構１０はブッシュ１
９と固定プレート２０と第２コーンスプリング７８とか
ら構成されている。

【００３３】固定プレート２０は、第２ダンパー機構６
において入力側の部材として機能する。すなわち、固定
プレート２０はハブフランジ１８からのトルクが入力さ
れる部材である。固定プレート２０は、ハブフランジ１
８の内周部とリテーニングプレート３２の内周部との間
に配置された板金製の薄肉プレート部材である。固定プ
レート２０は、図８〜１１に示すように、第１円板状部
７１と、第１円板状部７１の内周縁から第２軸方向（ト
ランスミッション側）に延びる筒状部７２と、筒状部７
２からさらに半径方向内側に延びる第２円板状部７３と
から構成されている。

【００３４】固定プレート２０の第１円板状部７１とハ
ブフランジ１８との間にはスペーサ８０が配置されてい
る。スペーサ８０は、ハブフランジ１８に固定プレート
２０を回転方向に連結するとともに、固定プレート２０
から軸方向ハブフランジ１８側へ作用する力を受ける役
割を有している。スペーサ８０は環状の樹脂製部材で
る。スペーサ８０は、環状部８１と、環状部８１から半
径方向外側に突出する複数の突出部８２とを有してい
る。突出部８２には、外周縁に２つの切欠き８３が形成
されている。また、突出部８２付近には、突出部８２か
ら第１軸方向側に延び、ハブフランジ１８に形成された
孔５８に挿入された突起８４が形成されている。突起８
４は、孔５８に対して半径方向には僅かに移動可能にか
つ回転方向には相対移動不能に係合している。

【００３５】固定プレート２０の第１円板状部７１に
は、回転方向に等間隔で半径方向外方に突出する複数の
突出部７４が形成されている。この突出部７４は、スペ
ーサ８０の突出部８２に対応して形成されている。固定
プレート２０の突出部７４には、スペーサ８０の突出部
８２に形成された切欠き８３に係合する爪７５が形成さ
れている。以上に述べた構造において、固定プレート２
０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に相対回転
不能となるようにすなわちハブフランジ１８からトルク
が入力され得るようになっている。また、固定プレート
２０はスペーサ８０を介してハブフランジ１８に第１軸
方向側を支持されるようになっている。なお、固定プレ
ート２０はスペーサ８０及びハブフランジ１８から第２
軸方向側には移動可能となっている。

【００３６】前述の爪７５と切欠き８３との係合によっ
て構成される第２隙間機構４６について図６を用いて詳
細に説明する。各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠
き８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間
θＡＣ（例えば２〜４度）となっている。隙間θＡＣ
は、固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向
隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間に形成
された回転方向隙間である。さらに詳細に隙間θＡＣを
説明すると、隙間θＡＣは、固定プレート２０と入力回
転体２との間において、第１バネ１６と直列に配置され
るとともに、後述する第２大摩擦機構８と並列に配置さ
れている。隙間θＡＣの機能は、第１バネ１６が圧縮状
態となっている高捩じり角度領域において隙間θＡＣ内
で捩じられる捩じり振動に対しては後述の第２大摩擦機
構８を機能させない（すなわち高ヒステリシストルクを
発生させない）ことにある。なお、そのときに固定プレ
ート２０とスペーサ８０が互いに摺動するが、金属同士
の摺動ではなく、金属と樹脂の摺動であるため、大きな
摩擦は発生しない。

【００３７】なお、図６においては、各爪７５のＲ１側
端７５ａと各切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙
間θＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと各
切欠き８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が
確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣと
なっている。さらに、この実施形態では爪７５と切欠き
８３の組み合わせは２組となっているが、３以上又は１
つであってもよい。

【００３８】次に、固定プレート２０とリテーニングプ
レート３２との間に形成された第２大摩擦機構８につい
て説明する。第２大摩擦機構８は第１摩擦ワッシャー４
８と第１コーンスプリング４９とから構成されている。
第１摩擦ワッシャー４８は、リテーニングプレート３２
に対して相対回転不能かつ軸方向に移動自在に係合し、
固定プレート２０に対して摺動することで摩擦を発生す
るための摩擦部材である。第１摩擦ワッシャー４８は主
に環状の樹脂部材からなる。第１摩擦ワッシャー４８は
樹脂製の環状部８５を有している。

【００３９】環状部８５において固定プレート２０側に
は摩擦材８６がモールド又は接着されている。摩擦材８
６は、第１摩擦ワッシャー４８と固定プレート２０との
間の摩擦係数を高めるための部材であり、環状又は円板
状に延びている。環状部８５の内周部には、第２軸方向
側に延びる複数の回転方向係合部８７が形成されてい
る。回転方向係合部８７は、リテーニングプレート３２
の中心孔５２（内周縁）に形成された複数の切欠き５３
内に挿入され係合している。これにより、第１摩擦ワッ
シャー４８はリテーニングプレート３２に対して相対回
転不能にかつ軸方向に移動自在になっている。さらに、
環状部８５には、外周縁から半径方向外側に延びさらに
そこから第２軸方向側に延びる係合部８８が形成されて
いる。係合部８８は比較的細い形状であり、先端に爪部
が形成されている。係合部８８はリテーニングプレート
３２に形成された孔５４内に挿入され、爪部がリテーニ
ングプレート３２に係合している。係合部８８は係合状
態で半径方向外方に自らを付勢しており、孔５４に圧接
している。このためサブアッシー組み付け後にも第１摩
擦ワッシャー４８はリテーニングプレート３２から外れ
にくい。このように第１摩擦ワッシャー４８においてト
ルクを伝達するための係合部（回転方向係合部８７）と
リテーニングプレート３２に対して部材を仮止めするた
めの係合部（係合部８８）とを別々に設け、係合部８８
を細く撓み可能な形状にしている。係合部８８は剛性が
低いためサブアッシー組立時に折れにくい。このため、
回転方向係合部８７は、サブアッシー組立時に力が作用
せず、従来の樹脂製摩擦ワッシャーにおいて半径方向係
合部にリテーニングプレートへの係合の爪部を持たせた
ものに比べても破損しにくい。また、サブアッシー組立
時に圧入機が不要になり、設備費が低減できる。

【００４０】第１コーンスプリング４９は、第１摩擦ワ
ッシャー４８とリテーニングプレート３２の内周部との
間に配置されており、両部材間で軸方向に圧縮された配
置となっている。第１コーンスプリング４９は、外周端
がリテーニングプレート３２に支持され、内周端が第１
摩擦ワッシャー４８の環状部８５に当接している。第１
コーンスプリング４９の内周側には、複数の切欠き４９
ａが形成されている。この切欠き４９ａによって複数の
突起が内周縁に形成されていると見なしてもよい。切欠
き４９ａ内には第１摩擦ワッシャー４８の回転方向係合
部８７の外周側に形成された突起部分が挿入されてい
る。これにより、第１コーンスプリング４９は第１摩擦
ワッシャー４８と相対回転不能に係合している。

【００４１】固定プレート２０の第２円板状部７３に
は、回転方向に等間隔で複数の切り起こし部７６が形成
されている。切り起こし部７６は、第２円板状部７３の
内周側から軸方向に切り起こされた形状であり、第２円
板状部７３における他の部分に比べて第２軸方向側に配
置されている。この切り起こし部７６が形成された部分
には、第２円板状部７３において切欠き部分が形成され
ている。切欠き部分の回転方向両端には支持部７７が形
成されている。

【００４２】ブッシュ１９は、第２ダンパー機構６にお
いて出力側の部材として機能し、ハブ３に相対回転不能
に係合している。さらに詳細に説明すると、ブッシュ１
９は、ハブフランジ１８の内周歯６１及びハブ３の外周
歯６５の第２軸方向側で固定プレート２０の筒状部７２
の内周側、さらにはボス６２の第２軸方向側部分の外周
側の空間に配置された環状の樹脂製部材である。ブッシ
ュ１９は、図１２〜１９に示すように環状部８９から主
に構成されている。環状部８９には、第２軸方向側面に
回転方向に等間隔で複数のバネ収容部９０が形成されて
いる。バネ収容部９０は固定プレート２０の切り起こし
部７６すなわち切欠き部分に対応して形成されている。
バネ収容部９０はブッシュ１９の第２軸方向側面に形成
された凹部である。この凹部は図１４及び１５に示すよ
うに断面で円の一部を構成するように滑らかに形成され
ている。また、各バネ収容部９０の半径方向及び回転方
向中心には軸方向に貫通する孔が形成されている。さら
には、環状部８９の内周部には、第２軸方向側に延びる
筒状の内周支持部９１が形成されている。この内周支持
部９１を含めたブッシュ１９の内周面９１ａはボス６２
の外周面に当接又は近接している。さらに、ブッシュ１
９の環状部８９に形成された第２軸方向側面８９ａは固
定プレート２０の第２円板状部７３の第１軸方向側面に
当接している。ここでは、ブッシュ１９の環状部８９と
固定プレート２０の第２円板状部７３との間に第１小摩
擦機構１０が形成されている。

【００４３】各バネ収容部９０内には第２バネ２１が配
置されている。第２バネ２１は、第１バネ１６やバネ１
７に対して小型のコイルスプリングであり、バネ定数が
小さい。第２バネ２１は、バネ収容部９０内に配置さ
れ、回転方向両端がバネ収容部９０の回転方向両端に当
接又は近接している。第２バネ２１は、バネ収容部９０
内において、ブッシュ１９によって軸方向内側（第１軸
方向側）及び内周側を支持されている。

【００４４】第２バネ２１の回転方向両端には、固定プ
レート２０の支持部７７が回転方向に当接している。こ
れにより、固定プレート２０からのトルクは第２バネ２
１を介してブッシュ１９に伝達されるようになってい
る。第２バネ２１の回転方向端面は第１軸方向側がバネ
収容部９０の回転方向端部によって全面的に支持されて
いる。また、第２バネ２１は回転方向端面が支持部７７
に半径方向全体にわたって支持されている。このように
第２バネ２１は回転方向両端の掛かり代が十分に大きく
なっている。言い換えると、第２バネ２１の回転方向両
端において支持される部分の面積が増えている。これは
第２バネを従来のハブとハブフランジの間から軸方向に
ずらした位置に配置することで可能になっている。以上
の結果スプリングシートを廃止することができ、部品点
数が減っている。

【００４５】また、切り起こし部７６は第２バネ２１の
軸方向外側（第２軸方向側）を支持するように配置され
ている。このようにして、第２バネ２１は固定プレート
２０によって外周側及び軸方向外側を支持されている。

【００４６】ブッシュ１９には、環状部８９から第１軸
方向側に延びる係合部９９が形成されている。係合部９
９はブッシュ１９のトルクをハブ３に伝達するための構
成である。係合部９９は、外周歯６５間の隙間に合った
形状をしており、ハブ３の外周歯６５の間に挿入され各
外周歯６５に対して回転方向に移動不能に係合してい
る。

【００４７】第２コーンスプリング９２は第１小摩擦機
構１０において第２円板状部７３と環状部８９とを軸方
向に互いに付勢するための付勢部材である。第２コーン
スプリング９２は、ハブ３の外周歯６５及びハブフラン
ジ１８の内周歯６１とブッシュ１９との軸方向間に配置
されている。第２コーンスプリング９２は内周部がハブ
３のフランジ６４に支持され、外周部がブッシュ１９の
環状部８９に当接している。第２コーンスプリング９２
は軸方向に圧縮された状態であり、ブッシュ１９を第２
軸方向側に付勢している。この結果、ブッシュ１９の環
状部８９の第２軸方向側面８９ａと固定プレート２０の
第２円板状部７３の第１軸方向側面とが所定の力で軸方
向に互いに付勢されている。第２コーンスプリング９２
は第１コーンスプリング４９に比べて内外径共に小さ
く、厚みも大幅に小さい。このようにして第２コーンス
プリング９２は第１コーンスプリング４９に対して付勢
力が大幅に小さくなっている。第２コーンスプリング９
２の内周縁には複数の切欠き９２ａが形成されている。
切欠き９２ａによって内周縁に複数の突起が形成されて
いると見なしてもよい。前述の係合部９９は切欠き９２
ａ内を延びている。

【００４８】以上に述べたように、固定プレート２０
は、第２ダンパー機構６において第２バネ２１に係合す
る入力側の部材及び第１小摩擦機構１０を構成する部材
として、さらには第２大摩擦機構８を構成する部材とし
て機能している。以下に、この固定プレート２０を用い
た利点について説明する。固定プレート２０は、前述の
ように、第２ダンパー機構６において第２バネ２１の回
転方向両端を支持する支持部材及び第１小摩擦機構１０
を構成する部材として機能している。このように１つの
部材で２つの機能を実現しているために部品点数が少な
くなる。さらには、固定プレート２０は第２バネ２１の
軸方向外側をも支持している。さらには、固定プレート
２０は、捩じり特性の低捩じり角度領域で摺動して摩擦
を発生する第１小摩擦機構１０と、捩じり特性の高捩じ
り角度領域で摺動して摩擦を発生する第２大摩擦機構８
の両方の摩擦面を構成している。このように１つの部材
で両摩擦面を形成しているため、両摩擦面の摩擦特性を
調整・管理するのが容易になっている。具体的には、従
来のようにボスのフランジ及びハブフランジの両方の摺
動面を管理する必要がなくなる。特に、固定プレート２
０は従来のハブやハブフランジとは異なり小型で単純な
構成であるため摩擦面の管理が容易である。以上に述べ
た固定プレート２０は板金製であり、プレス加工により
所望の形状を容易に実現でき、安価に実現可能である。

【００４９】次に、ブッシュ１９の利点について説明す
る。ブッシュ１９は樹脂製であり所望の形状を容易に実
現できる。特に、樹脂製であるため係合部９９を一体成
形でき、製造が容易である。係合部９９はハブ３の外周
歯６５の回転方向間に係合しているため、ハブ３に係合
のための特別な孔や凹部等を形成する必要がない。この
ため、ハブ３の加工工程が増えることはない。ブッシュ
１９は、第２ダンパー機構６の出力側の部材として機能
し、第２バネ２１の回転方向両側に係合するとともに第
１小摩擦機構１０の一部を構成している。このように単
一の部材でトルク伝達と摩擦発生部を実現しているた
め、全体の部品点数が少なくなる。

【００５０】次に、クラッチプレート３１の内周側に設
けられたブッシュ９３について説明する。ブッシュ９３
はクラッチプレート３１の内周部に設けられ、ハブ３の
外周面、フランジ６４の端面、外周歯６５，ハブフラン
ジ１８の筒状部５９及び内周歯６１に当接又は近接する
部材である。ブッシュ９３の機能としては、摩擦を発生
して回転方向の振動を減衰する、クラッチプレート３１
をハブ３に対して半径方向に位置決めする、ハブフラン
ジ１８をハブ３に対して半径方向に位置決めするなどが
ある。ブッシュ９３は、図２０〜２２に示すように、主
に、樹脂製の環状部９４から主に構成されている。環状
部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の厚みが薄い
円板状の部材である。環状部９４はクラッチプレート３
１の内周部とハブフランジ１８の内周部との軸方向間に
配置されている。環状部９４の第２軸方向側には環状の
摩擦部材９５がモールド若しくは接着又は単に配置され
ている。摩擦部材９５は環状であり、半径方向に所定の
幅を有し軸方向の厚みが薄い円板状の部材である。摩擦
部材９５は高摩擦係数の例えばゴム系、ガラス系の混紡
もしくは含浸成形品や、セラミック等からなる。摩擦部
材９５はブッシュ９３に高摩擦係数の特性をもたらすも
のであり、また材料を選択することで摩擦の大きさを調
整できる。

【００５１】図２０の平面図で示すように、環状部９４
及び摩擦部材９５は内外径が円形となっている。摩擦部
材９５は、環状部９４の第２軸方向側面に当接するよう
に配置されていると見なしても良いし、環状部９４の第
２軸方向側面に形成された溝内に配置されていると見な
しても良い。すなわち、環状部９４の内周縁には第２軸
方向側に延びる筒状部９６が形成され、外周縁には第２
軸方向側に延びる筒状部９７が形成されている。筒状部
９６，９７に囲まれた環状の空間が環状部９４の溝を構
成している。この溝は内外径が円であり、この溝内に摩
擦部材９５は配置されている。

【００５２】筒状部９６の第２軸方向端面９６ｃはハブ
３のフランジ６４の第１軸方向側面に当接している。第
２軸方向端面９６ｃは低捩じり角度領域の捩じり範囲で
ハブ３に摺動するようになっている。摩擦部材９５は、
ハブフランジ１８の筒状部５９及び内周歯６１の第１軸
方向側端面に当接している。この部分が高捩じり角度領
域で摺動するようになっている。摩擦部材９５とハブ３
の外周歯６５の第１軸方向側面との間にはわずかな隙間
が確保されている。ハブフランジ１８の筒状部５９及び
内周歯６１の第１軸方向側端面は摩擦部材９５にのみ軸
方向に当接している。

【００５３】摩擦部材９５には回転方向に並んだ複数の
孔９５ａが形成されており、この孔９５ａ内に環状部９
４から突起９４ａが挿入されている。これにより、環状
部９４と摩擦部材９５の回り止めが実現されている。摩
擦部材９５は円形であるため、このような回り止めが特
に重要な役割を果たす。従来であれば、摩擦部材が円形
の場合にはＳＰＣＣからなる裏板に接着しても剥離等の
強度に関する問題が生じる可能性があり、そのため摩擦
部材を四角形状化することで回り止めを図っていた。こ
の実施形態による摩擦部材９５では、摩擦部材９５を円
形という簡単な構造に保ったまま、剥離等の問題も解消
している。特に、摩擦部材９５の孔９５ａの形成、及び
樹脂製環状部９４の突起９４ａの形成はともに容易であ
り、コスト低減が実現されている。

【００５４】なお、この実施形態では摩擦部材９５は環
状部９４に対して固定されておらず、軸方向に離脱可能
である。このため接着等の作業が不要である。ただし、
本願発明の構成においても摩擦部材９５と環状部９４と
を接着等していてもよい。

【００５５】さらには、環状部９４には回転方向に並ん
だ複数の孔９４ｂが形成されている。孔９４ｂは軸方向
に延び環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側とを連
絡しており、摩擦部材９５の第１軸方向側面の一部を露
出させている。また、クラッチプレート３１の内周部に
は、孔９４ｂに対応して孔１３が形成されている。孔１
３は孔９４ｂより大径で孔９４ｂの周囲にさらに広がっ
ている。このように同一位置に形成された孔９４ｂ及び
孔１３によって摩擦部材９５の一部がクラッチディスク
組立体１の外部に露出している。このため、摩擦部材９
５は充分に冷却され、すなわち摩擦部材９５はクラッチ
プレート３１側への大気にも放熱し、摩擦部材９５の摩
擦熱による摩擦特性の変化等が抑えられる。さらに、摩
擦部材９５の耐久強度が向上し、またハブ３及びハブフ
ランジ１８の硬度低下が防止される。さらに突起９４ａ
には軸方向に延び貫通する孔９４ｃが形成されている。
孔９４ｃは環状部９４の第１軸方向側と第２軸方向側と
を貫通させている。孔９４ｂ，９４ｃはブッシュ９３全
体の体積を低減しており、これにより樹脂の使用量が減
り、コストが低減されている。

【００５６】環状部９４の内周縁には、第１軸方向側に
延びる筒状部９８が形成されている。筒状部９６，９８
は内周面がボス６２の外周面に当接している。これによ
り、クラッチプレート３１及びリテーニングプレート３
２のハブ３に対する半径方向の位置決め（芯出し）が行
われている。

【００５７】筒状部９７には複数の切欠き９７ａが形成
されている。筒状部９７の半径方向内側面は、ハブフラ
ンジ１８の筒状部５９の第１軸方向側外周面に当接して
いる。すなわち、ハブフランジ１８はこのブッシュ９３
の筒状部９７によってハブ３及びクラッチプレート３１
及びリテーニングプレート３２に半径方向の位置決めを
されている。

【００５８】環状部９４の外周縁には第１軸方向に延び
る複数の係合部１４が形成されている。係合部１４は回
転方向に等間隔で形成されている。係合部１４は爪形状
を有しており、クラッチプレート３１に形成された複数
の孔１５にそれぞれ係合している。

【００５９】図２３を用いて、係合部１４と孔１５から
なる第１隙間機構４５について詳細に説明する。なお、
係合部１４と孔１５の関係は、前述の爪７５と切欠き８
３との関係と同様である。各係合部１４の回転方向角度
θ１４は、孔１５の回転方向角度θ１５より小さく、そ
の差は第１隙間機構４５となっており、その角度の大き
さはθＡＣ（例えば２〜４度）である。第１隙間機構４
５は、クラッチプレート３１とブッシュ９３との間の回
転方向隙間であり、第１バネ１６と第２バネ２１との間
に形成された回転方向隙間である。さらに詳細に第１隙
間機構４５を説明すると、第１隙間機構４５は、ハブフ
ランジ１８と入力回転体２との間で第１大摩擦機構３９
と直列に配置されるとともに、第１バネ１６と並列に配
置されている。第１隙間機構４５の機能は、第１バネ１
６が圧縮状態となっている捩じり特性高捩じり角度領域
において隙間θＡＣ内で捩じられる捩じり振動に対して
は第１大摩擦機構３９を機能させない（すなわち高ヒス
テリシストルクを発生させない）ことにある。

【００６０】なお、図２３においては、係合部１４のＲ
１側端１４ａと孔１５のＲ１側端１５ａとの間には隙間
θＡＣ１が確保され、係合部１４のＲ２側端１４ｂと孔
１５のＲ１側端１５ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保さ
れている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣとなって
いる。

【００６１】ブッシュ９３（摩擦ワッシャー）は、ハブ
３のボス６２の外周面６２aに相対回転自在に支持され
た内周面９６ａと、ハブ３に対して回転方向に摩擦摺動
可能に当接する筒状部９６の端面９６ｃ（第１摩擦面）
と、ハブフランジ１８に対して回転方向に摩擦摺動可能
に当接し第１摩擦面より摩擦係数が高い摩擦部材９５
（第２摩擦面）とを有する。ブッシュ９３は、１対の入
力プレートであるクラッチプレート及びリテーニングプ
レート３１，３２をハブ３に対して半径方向に位置決め
する機能と、低捩じり角度領域において小摩擦を発生す
る機能と、高捩じり角度領域において大摩擦を発生する
機能と、高捩じり角度領域において所定角度θＡＣ範囲
内の捩じり振動に対して大摩擦を発生させないための第
１隙間機構４５を形成する機能とを兼ね備えている。こ
のように、１つの部材を多機能にすることによって全体
の部品点数が少なくなる。また、クラッチディスク組立
体１の組み付け性が向上する。

【００６２】図６の機械回路図を用いてダンパー機構４
における各摩擦機構について再度説明する。第１小摩擦
機構１０は、第２円板状部７３と環状部８９とにより構
成され、ブッシュ１９と固定プレート２０が相対回転し
て第２バネ２１が圧縮されるときに摩擦を発生する。第
２小摩擦機構３８は、フランジ６４と筒状部９６とによ
り構成され、ハブ３とブッシュ９３とが相対回転する際
に摩擦を発生する。第１大摩擦機構３９は、筒状部５９
と摩擦部材９５とにより構成され、ハブフランジ１８と
入力回転体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第２
大摩擦機構８は、第１円板状部７１と第１摩擦ワッシャ
ー４８とにより構成され、固定プレート２０と入力回転
体２が相対回転する際に摩擦を発生する。第１及び第２
大摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステリシストルク）
は、第１及び第２小摩擦機構で発生可能な摩擦（ヒステ
リシストルク）より大幅に大きい。

【００６３】第１小摩擦機構１０が摩擦を発生するの
は、ハブ３と固定プレート２０及びハブフランジ１８が
相対回転するときのみであり、第２ストッパー１２が当
接するとそれ以上捩じり角度が大きくなっても摩擦を発
生しない。第２小摩擦機構３８は入力回転体２とハブ３
が相対回転するときは常に摩擦を発生する。第１大摩擦
機構３９はハブフランジ１８と入力回転体２とが相対回
転するときに摩擦を発生する。第２大摩擦機構８は固定
プレート２０と入力回転体２とが相対回転するときに摩
擦を発生する。高捩じり角度領域で隙間θＡＣの範囲内
の捩じりとなる捩じり振動が入力されたときには、第１
大摩擦機構３９は第１隙間機構４５により滑らず、第２
大摩擦機構８は第２隙間機構４６により滑らない。これ
は捩じり特性の高捩じり角度領域で機能する大摩擦機構
に対してそれぞれ隙間機構が設けられていることを意味
する。また、クラッチプレート３１とリテーニングプレ
ート３２の両方の大摩擦機構にそれぞれ隙間機構が設け
られていることを意味する。

【００６４】入力回転体２のクラッチディスク３３が図
示しないフライホイールに押し付けられると、クラッチ
ディスク組立体１にトルクが入力される。トルクは、ク
ラッチプレート３１及びリテーニングプレート３２から
第１バネ１６，ハブフランジ１８，スペーサ８０，固定
プレート２０，第２バネ２１，ブッシュ１９の順番で伝
達され、最後にハブ３から図示しないシャフトに出力さ
れる。

【００６５】エンジンからのトルク変動がクラッチディ
スク組立体１に入力されると、入力回転体２とハブ３と
の間で捩じり振動すなわち相対回転が生じ、第１バネ１
６，バネ１７及び第２バネ２１が回転方向に圧縮され
る。

【００６６】次に、図７の機械回路図及び図２４、２５
の捩じり特性線図を用いてクラッチディスク組立体１の
ダンパー機構としての動作を説明する。図２４及び図２
５の捩じり特性線図は、入力回転体２に対してハブ３を
回転方向正側又は負側の一方に最大まで捩じった状態か
ら反対側に最大まで捩じり、さらに元の位置まで戻す過
程での捩じりトルクと捩じり角度の関係を示したもので
ある。図２５において、このクラッチディスク組立体１
では、正負ともにθＡまでの１段目が低捩じり角度領域
に該当し、θＡを越えた２，３段目が高捩じり角度領域
に該当する。

【００６７】ハブ３を入力回転体２に対してＲ２側に捩
っていくと（入力回転体２はハブ３にＲ１側すなわち回
転方向正側に捩じれる）、捩じり角度θＡまででは主に
第２ダンパー機構６が作動する。すなわち、第２バネ２
１が回転方向に圧縮され、第１小摩擦機構１０及び第２
小摩擦機構３８で摺動が生じる。ここでは、第２大摩擦
機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じないため
に、高ヒステリシストルクの特性となることはない。こ
の結果、低剛性・低ヒステリシストルクの特性が得られ
る。

【００６８】捩じり角度が捩じり角度θＡを超えると、
第２ストッパー１２が当接し、ハブ３とハブフランジ１
８との相対回転が停止する。すなわち、捩じり角度θＡ
以上では第２ダンパー機構６が作動しない。このように
捩じり角度θＡ以上では第２バネ２１が圧縮されないた
め、第２バネ２１の破損が生じにくい。また第２バネ２
１の強度を心配しなくて良くなるので設計が容易にな
る。捩じり特性の高捩じり角度領域では第１ダンパー機
構５が作動する。すなわち、第１バネ１６がハブフラン
ジ１８と入力回転体２との間で回転方向に圧縮され、第
２大摩擦機構８及び第１大摩擦機構３９で摺動が生じ
る。この結果、高剛性・高ヒステリシストルクの特性が
得られる。

【００６９】なお、図２５の矢印Ａ部分に示すように、
捩じり角度がθＡを越えてからさらにθＡＣ分だけ捩じ
れる範囲内では、第１大摩擦機構３９と第２大摩擦機構
８で滑りが生じない。これはそれぞれ第１隙間機構４５
と第２隙間機構４６とによるものである。この捩じり特
性線図ではハブ３は入力回転体２に対して一旦中立位置
よりＲ１側に捩じられているため、θ１においては、図
６とは異なり、突起７５は切欠き８３に対して最もＲ１
側に位置しており、係合部１４は孔１５に対して最もＲ
１側に位置しているからである。

【００７０】捩じり角度がθＢ（θ１＋θ２）を超える
と、バネ１７の回転方向端部が第２収容部３６の第２支
持部３７に当接する。すわなち、第２ダンパー機構６に
おいて第１バネ１６とバネ１７とが並列に圧縮される。
この結果、３段目では２段目より高い剛性が得られる。
捩じり角度がθＣ（θ１＋θ２＋θ３）となると第１ス
トッパー１１が当接し、入力回転体２とハブ３との相対
回転が停止する。

【００７１】次に、例えば通常走行時においてエンジン
の燃焼変動に起因する微小捩じり振動がクラッチディス
ク組立体１に生じたとする。このとき、高捩じり角度領
域においてハブ３と入力回転体２とは隙間θＡＣ範囲内
（図２５の矢印Ｂ部分）では第１大摩擦機構３９と第２
大摩擦機構８と作用させず相対回転可能である。すなわ
ち、捩じり特性線図の高捩じり角度領域では隙間θＡＣ
範囲内では、第１バネ１６が作動し、第２小摩擦機構３
８でのみ滑りが生じる。この結果、走行時ラトル、こも
り音の原因となる微小捩じり振動を効果的に吸収でき
る。

【００７２】具体的に説明すると、図７において（第２
ストッパー１２は当接状態であるとする）、第１バネ１
６は圧縮された状態で伸縮を繰り返す。ハブフランジ１
８は第１バネ１６により駆動されるが、θＡＣ範囲内で
は、固定プレート２０を駆動しない。したがって第２大
摩擦機構８で滑りが生じない。またθＡＣ範囲内では、
ブッシュ９３は入力回転体２と相対回転可能であるた
め、第１大摩擦機構３９で滑りが生じない。

【００７３】捩じり特性の負側においても各捩じり角度
θ１〜θ３の大きさは異なるものの同様の特性が得られ
る。

【００７４】第２実施形態 図２６及び図２７に示す第２実施形態としてのクラッチ
ディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態
とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域にお
いて微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能さ
せないための第２隙間機構４６の位置である。図２７に
示すように、第２隙間機構４６はスペーサ８０とハブフ
ランジ１８とのトルク伝達経路間に形成されている。図
２８においてより具体的に説明すると、スペーサ８０の
突起８４の回転方向角度θ８４は、ハブフランジ１８の
孔５８の回転方向角度θ５８より小さく、その差は第２
隙間機構４６を構成し、その大きさは隙間θＡＣ（例え
ば２〜４度）となっている。なお、図２６においては、
各突起８４のＲ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａ
との間には隙間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２
側端８４ｂと孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θ
ＡＣ２が確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和が
θＡＣとなっている。

【００７５】この実施形態において得られる効果は前記
実施形態と同様である。

【００７６】第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲
内で捩じられる場合は、スペーサ８０とハブフランジ１
８が摺動を繰り返すが、樹脂と金属であるため発生する
摩擦は小さい。

【００７７】第３実施形態 図２８及び図２９に示す第３実施形態としてのクラッチ
ディスク組立体１は、基本的な構造は前記第１実施形態
とほぼ同じである。異なるのは、高捩じり角度領域にお
いて微小捩じり振動に対して第２大摩擦機構８を機能さ
せないための第２隙間機構４６の位置である。図に示す
ように、第２隙間機構４６は、固定プレート２０とスペ
ーサ８０とのトルク伝達経路間の隙間機構４６Ａと、ス
ペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間の
隙間機構４６Ｂとからなる。言い換えると、スペーサ８
０の回転方向両側と他の部材とのトルク伝達経路間に隙
間機構を設け、ダンパー機構４全体において２つの隙間
機構を直列に配置したことになる。

【００７８】このように２つの隙間機構を直列に配置し
たため、ヒステリシストルクの値を第１及び第２実施形
態に比べてより細かくコントロールでき、ヒステリシス
トルクの立ち上げを滑らかにできる。

【００７９】各爪７５の回転方向角度θ７５は、切欠き
８３の回転方向角度θ８３より小さく、その差は隙間θ
ａｃ（隙間機構４６Ａ）となっている。隙間θａｃは、
固定プレート２０とスペーサ８０との間の回転方向隙間
である。なお、図２８においては、各爪７５のＲ１側端
７５ａと切欠き８３のＲ１側端８３ａとの間には隙間θ
ＡＣ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと切欠き
８３のＲ２側端８３ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保さ
れている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなって
いる。

【００８０】スペーサ８０の突起８４の回転方向角度θ
８４は、ハブフランジ１８の孔５８の回転方向角度θ５
８より小さく、その差は隙間θａｃ（隙間機構４６Ｂ）
となっている。なお、図２６においては、各突起８４の
Ｒ１側端８４ａと孔５８のＲ１側端５８ａとの間には隙
間θＡＣ１が確保され、各突起８４のＲ２側端８４ｂと
孔５８のＲ２側端５８ｂとの間には隙間θＡＣ２が確保
されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθａｃとなっ
ている。

【００８１】第２隙間機構４６の捩じり角度θＡＣ範囲
内で捩じられる場合は、スペーサ８０は、固定プレート
２０及びハブフランジ１８と繰り返し摺動するが、樹脂
と金属であるため発生する摩擦は小さい。 〔スペーサ８０による隙間機構の構成〕第１、第２及び
第３実施形態においてハブフランジ１８、スペーサ８０
及び固定プレート２０からなる中間機構において第２隙
間機構４６を設けたことの利点を説明する。ここでは、
第２隙間機構は、従来と異なり、第１摩擦ワッシャー４
８とリテーニングプレート３２との間に設ける必要がな
い。したがって、回転方向係合部８７がリテーニングプ
レート３２の切り欠きに対して回転方向に隙間なく当接
している。この結果、微小捩じり振動発生時に第１コー
ンスプリング４９とリテーニングプレート３２との間で
相対回転が生じず、従来におけるリテーニングプレート
３２の摩耗が生じない。

【００８２】スペーサ８０はハブフランジ１８に軸方向
から当接している。固定プレート２０はスペーサ８０と
第１摩擦ワッシャー４８との軸方向間に配置されてい
る。スペーサ８０と固定プレート２０はは半径方向に所
定の幅を有する環状の部材である。つまりハブフランジ
８０、スペーサ８０及び固定プレート２０は互いに対し
て半径方向に所定の幅を有する環状部分同士が軸方向に
当接しており、接触面積が比較的大きい。したがってス
ペーサ８０と軸方向両側の部材の面圧は比較的小さく、
微小捩じり振動が発生したときにスペーサ８０がいずれ
かの部材と摺動したときに各部材の摩耗が少ない。

【００８３】第１、第２及び第３実施形態においてスペ
ーサ８０により第２隙間機構４６を構成したことの利点
を説明する。スペーサ８０は、トルク伝達経路において
は固定プレート２０とハブフランジ１８との間に配置さ
れさた中間部材である。また、スペーサ８０は、軸方向
位置においては、固定プレート２０とハブフランジ１８
との間で挟まれている。このスペーサ８０によって第２
隙間機構４６を設けたのが前記第１、第２及び第３実施
形態である。第１実施形態では第２隙間機構４６はスペ
ーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路間に形
成されている。第２実施形態では第２隙間機構４６はス
ペーサ８０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間に
形成されている。第３実施形態では第２隙間機構４６は
スペーサ８０と固定プレート２０とのトルク伝達経路
間、さらにはスペーサ８０とハブフランジ１８とのトル
ク伝達経路間に形成されている。第２隙間機構４６の位
置を変更することで、θＡＣ範囲内で捩じり振動が作用
する際に摩擦が発生する箇所が異なり、それにより生じ
る摩擦の大きさも異なるようになる。上記実施形態で
は、例えば、ハブフランジ１８は固定プレート２０より
面粗度が大きいため、第２実施形態の方が第１実施形態
より微小捩じり振動に対して大きな摩擦が発生する。変
形例としては、固定プレート２０の摩擦係数をハブフラ
ンジ１８の摩擦係数より大きくしてもよい。また、スペ
ーサ８０の軸方向両側面にコーティング等を施すことで
スペーサ８０の軸方向両面の摩擦係数を異ならせても良
い。

【００８４】第２隙間機構４６の位置は、スペーサ８０
の形状により比較的容易に変更できる。これはスペーサ
８０が樹脂製であり製造・加工が容易だからである。こ
の結果、クラッチディスク組立体１が搭載される車両に
おける微小振動に対して適切なレベルのヒステリシスト
ルクを発生させて音・振動を効果的に吸収・減衰でき
る。

【００８５】なお、第２隙間機構４６を構成する爪や突
起及び孔や切り欠きは、形状・個数・形成された部材等
については、前記各実施形態に限定されない。

【００８６】第４実施形態 図３０に示すように、前記実施形態のスペーサを廃止し
て、固定プレート２０をハブフランジ１８に直接係合さ
せてもよい。固定プレート２０の第１円板状部７１はハ
ブフランジ１８の筒状部５９に直接支持されている。ま
た、第１円板状部７１の外周縁からは、ハブフランジ１
８の孔５８内に係合爪２８が延びている。この構成で
は、スペーサを省略でき部品点数が少なくなっている。

【００８７】この実施形態では、図３１に示すように、
第２隙間機構４６は固定プレート２０とハブフランジ１
８との間に設けられている。第２隙間機構４６による効
果は第１〜３実施形態と同様である。

【００８８】この実施形態では第２隙間機構４６におけ
るストッパーとして機能するハブフランジ１８の孔５８
と固定プレート２０の爪２８とがともに金属製であるた
め、高温下であっても両者共に変形が少なく、第２隙間
機構４６の大きさθＡＣが安定している。

【００８９】第５実施形態 図３２〜図４６に示すクラッチディスク組立体２０１
は、基本的な構造は第１実施形態と同様である。したが
ってここでは第１実施形態と異なる点のみを詳細に説明
する。 〔概略説明〕この第５実施形態のクラッチディスク組立
体２０１は４段特性を有しており、その点で３段特性を
有する第１実施形態のクラッチディスク組立体１と異な
る。具体的には、図４５の機械回路図において、固定プ
レート２０とハブフランジ１８とのトルク伝達経路間
に、第１実施形態のスペーサ８０の代わりにサブプレー
ト２０７,２０８とバネ２０６とが配置されている。サ
ブプレート２０７,２０８は固定プレート２０からトル
クが入力されるようになっている。バネ２０６はサブプ
レート２０７,２０８とハブフランジ１８とを回転方向
に弾性的に連結している。サブプレート２０７,２０８
は、ハブ３に対して回転方向両側にそれぞれθ１だけ相
対回転可能である。なお、ハブフランジ１８はハブ３に
対して回転方向両側にそれぞれθ１＋θ２だけ相対回転
可能であるが、ここでのθ１＋θ２は第１実施形態のθ
１に対応している。すなわち、第１実施形態のθＡまで
の角度（低捩じり角度領域）内にバネ２０６が機能する
２段目の特性を設けていることになる。

【００９０】なお、機械回路図は、各部材の回転方向の
関係を説明するための模式図であり、回転方向に一体に
動作する部材同士は一つの部材として考えられる。具体
的には、ハブ３とブッシュ１９は回転方向には一体の部
材である第１回転体２５０を構成している。固定プレー
ト２０とサブプレート２０７，２０８は第２バネ２１と
バネ２０６の間で機能する第１中間体２５１として機能
している。第１中間体２５１は、第１回転体２５０との
間に第１小摩擦機構１０を形成し、入力回転体２との間
に第２大摩擦機構８を形成し、ハブフランジ１８との間
に摩擦機構２４１を形成している。さらに、第１中間体
２５１はハブ３との間に隙間角度θ１のストッパー機構
を形成している。入力回転体２は第１摩擦ワッシャー４
８，ブッシュ９３と一体回転するようになっており、第
２回転体２５２を構成している。 〔バネ２０６の説明〕図４５において、バネ２０６は、
４段特性を実現するダンパー機構において高捩じり角度
領域で圧縮されるバネ又は弾性部材としての役割を有し
ている。バネ２０６は１段目範囲で圧縮される第２バネ
２１と直列に作用するように配置され、３段目範囲で圧
縮される第１バネ１６と直列に作用するように配置され
ている。バネ２０６は、固定プレート２０及び第１及び
第２サブプレート２０７，２０８を介して第２バネ２１
に回転方向に連結され、ハブフランジ１８を介して第１
バネ１６に回転方向に連結されている。バネ２０６は第
２バネ２１に対して剛性が大幅に高く、１段目範囲では
バネ２０６はほとんど圧縮されない。

【００９１】バネ２０６は第１バネ１６に対して剛性は
低いが、その程度は大きくない。したがってバネ２０６
は圧縮の程度が進むと、バネ２０６は第１バネ１６のイ
ニシャルトルクとヒステリシストルク（バネ２０６が第
１バネ１６に荷重を作用させたときに摩擦係合した部分
で発生する抵抗力に基づくトルク）の合計を越えるトル
クを発生できる。

【００９２】なお、摩擦機構２４１は、バネ２０６と並
列に作用するように配置されており、より厳密にはバネ
２０６が作動するときのみ摩擦を発生するようになって
いる。また、摩擦機構２４１は、第１バネ１６と並列に
作用する第１大摩擦機構３９と直列に作用するように配
置されている。 〔第１及び第２サブプレート２０７，２０８の説明〕サ
ブプレートは、ハブフランジ１８のエンジン側に配置さ
れた第１サブプレート２０７と、ハブフランジ１８のト
ランスミッション側に配置された第２サブプレート２０
８とから構成されている。サブプレート２０７,２０８
は互いに一体回転するように係合している。第１及び第
２サブプレート２０７，２０８は、図４５から明らかな
ように、固定プレート２０とともに第２バネ２１とバネ
２０６とを回転方向に連結するための中間部材として機
能している。また、第２サブプレート２０８は内周歯２
１２によってハブ３の外周歯６５とともに前述のストッ
パー機構を構成している。このストッパー機構によって
捩じり角度θＡを越えると第２バネ２１の圧縮が行われ
ないようになっている。 〔詳細説明〕図３８に示すように、ハブフランジ１８に
複数の第３窓孔２３０が形成されている。第３窓孔２３
０は回転方向に等間隔で４個形成されている。第３窓孔
２３０は、半径方向及び回転方向長さが第２窓孔５６や
第１窓孔５７に比べて小さく形成されている。また、各
第３窓孔２３０はハブフランジ１８の最も内周側に形成
されている。第３窓孔２３０内にはバネ２０６が配置さ
れている。バネ２０６はコイルスプリングであり、回転
方向に延びている。バネ２０６の両端は第３窓孔２３０
の回転方向両端に当接又は近接している。

【００９３】第１サブプレート２０７は、ハブフランジ
１８とクラッチプレート３１との間に配置されている。
第１サブプレート２０７は、図４０に示すように、円板
状又は環状の部材である。より具体的には第１サブプレ
ート２０７は板金製の部材である。第１サブプレート２
０７は主に環状部２２１から構成されている。環状部２
２１のエンジン側に突出する筒状部２２２が形成されて
いる。筒状部２２２の内周面はハブフランジ１８の筒状
部５９外周面に相対回転可能に当接している。すなわち
第１サブプレート２０７は筒状部２２２によりハブフラ
ンジ１８に対して半径方向の位置決めをされている。さ
らに、筒状部２２２の外周面には、ブッシュ９３の筒状
部９７が当接している。

【００９４】第１サブプレート２０７において、環状部
２２１から回転方向に等間隔で複数の突出部２２３が形
成されている。突出部２２３は環状部２２１から連続し
て半径方向外方に延びている。各突出部２２３はハブフ
ランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形成されてい
る。突出部２２３において、環状部２２１から突出部２
２３にかけて切り起こし部２２６が形成されている。切
り起こし部２２６は環状部２２１及び突出部２２３から
軸方向に切り起こされて形成された孔であり、切り起こ
し部２２６はバネ２０６の回転方向両端、半径方向両側
及び軸方向片側（エンジン側）を支持している。さら
に、切り起こし部２２６の一部はクラッチプレート３１
に対してトランスミッション側から当接している。

【００９５】環状部２２１の外周縁において各突出部２
２３の回転方向間には、突起２２７が形成されている。
突起２２７は環状部２２１の外周縁から折り曲げられ軸
方向（トランスミッション側）に延びる部分である。突
起２２７には、図４１に示すように、軸方向に突出する
２つの爪２２８が回転方向両側に形成されている。ある
いは爪２２８によって突起２２７の先端に切欠き２２９
が形成されていると考えても良い。

【００９６】突起２２７は、第１サブプレート２０７の
本体である環状部２２１と一体に形成された板状部分で
ある。突起２２７の板厚は環状部２２１の板厚と等し
い。突起２２７は板の両平面が半径方向を向いている。

【００９７】次に第２サブプレート２０８について説明
する。第２サブプレート２０８はハブフランジ１８とリ
テーニングプレート３２との間に配置された円板状又は
環状の部材である。より詳細には、第２サブプレート２
０８はハブフランジ１８と固定プレート２０との軸方向
間に配置されている。第２サブプレート２０８は、第１
サブプレート２０７と同様に板金製の円板状部材であ
る。第２サブプレート２０８の外径は第１サブプレート
２０７の外径とほぼ同じであるが、内径は第１サブプレ
ート２０７に比べて小さい。すなわち第２サブプレート
２０８の内周部は第１サブプレート２０７に比べてさら
に内周側に延びている。

【００９８】第２サブプレート２０８は図３９に示すよ
うに主に環状部２１１から構成されている。環状部２１
１の内周縁には、半径方向内側に突出する複数の内周歯
２１２が形成されている。内周歯２１２はハブフランジ
１８の内周歯６１と軸方向に並んで配置されている。内
周歯２１２は内周歯６１に比べて回転方向長さが長くな
っている。図４２に示すように、内周歯２１２の回転方
向両端は内周歯６１の回転方向両端よりさらに半径方向
外側に配置されている。内周歯２１２は、内周歯６１と
同様に外周歯６５の回転方向間に配置されている。外周
歯６５から見て回転方向両側の内周歯２１２との間には
それぞれθ１だけの隙間が確保されている。さらに、外
周歯６５から見て回転方向両側の内周歯６１の端面との
間にはそれぞれθ１＋θ２だけの隙間が確保されてい
る。

【００９９】環状部２１１には半径方向外方に突出する
複数の突出部２１３が連続して形成されている。突出部
２１３は回転方向に等間隔で形成されている。突出部２
１３はハブフランジ１８の第３窓孔２３０に対応して形
成されている。突出部２１３に対応する部分には、窓部
２１６が形成されている。窓部２１６は軸方向に貫通す
る孔を有しており、バネ２０６の回転方向両側、半径方
向両側及び軸方向片側（トランスミッション側）を支持
している。突出部２１３の半径方向外側縁には、第１係
合部２１４が形成されている。第１係合部２１４は２つ
の切欠き部分である。第１係合部２１４には固定プレー
ト２０の爪７５が係合している。これにより、第２サブ
プレート２０８は固定プレート２０と一体回転するよう
になっている。爪７５は第１係合部２１４に対して半径
方向には所定距離までは移動可能となっている。また、
爪７５は第１係合部２１４に対して軸方向に移動可能で
ある。

【０１００】爪７５と係合部２１４の係合は、高捩じり
角度領域において微小捩じり振動に対して第２大摩擦機
構８を機能させないための第２隙間機構４６を構成して
いる。図３３に示すように、第２隙間機構４６は固定プ
レート２０と第２サブプレート２０８との間に形成され
ている。図４４においてより具体的に説明すると、固定
プレート２０の爪７５の回転方向角度θ７５は、第２サ
ブプレート２０８の第１係合部２１４の回転方向角度θ
２１４より小さく、その差が第２隙間機構４６となり、
その角度はθＡＣ（例えば２〜４度）となっている。な
お、図４４においては、各爪７５のＲ１側端７５ａと第
１係合部２１４のＲ１側端２１４ａとの間には隙間θＡ
Ｃ１が確保され、各爪７５のＲ２側端７５ｂと第１係合
部２１４のＲ２側端２１４ｂとの間には隙間θＡＣ２が
確保されている。θＡＣ１とθＡＣ２との和がθＡＣと
なっている。

【０１０１】この実施形態では第２隙間機構４６におけ
るストッパーとして機能する第２サブプレート２０８と
固定プレート２０が金属製であるため、高温下であって
も両者共に変形が少なく、隙間の角度θＡＣが安定して
いる。

【０１０２】環状部２１１の外周縁において各突出部２
１３の回転方向間には第２係合部２１７が形成されてい
る。第２係合部２１７は２個の切欠きであり、第１サブ
プレート２０７の爪２２８が係合している。この結果、
第１サブプレート２０７,２０８は一体回転するように
なっている。爪２２８は第２係合部２１７に対して半径
方向に所定の距離までは移動可能になっている。

【０１０３】第２サブプレート２０８の環状部２１１の
トランスミッション側面は固定プレート２０に当接して
いる。固定プレート２０はコーンスプリングによりエン
ジン側に押圧されており、第２サブプレート２０８は固
定プレート２０によりエンジン側に付勢されている。第
２サブプレート２０８は、環状部２１１とハブフランジ
１８の内周部との間に配置されたワッシャー２４０によ
りハブフランジ１８に軸方向を支持されている。ワッシ
ャー２４０は樹脂製の部材である。

【０１０４】突起２２７は第２窓孔５６の内周縁に形成
された切欠き５６ａ内を延びている。このように第１サ
ブプレート２０７と第２サブプレート２０８とを一体回
転させるための部分が既存の窓孔内を延びているため、
特別な孔やスリットを形成する必要がない。なお、突起
２２７とその回転方向両側の切欠き５６ａとの間にはそ
れぞれθ２より大きな隙間が確保されている。

【０１０５】この実施形態では、第１サブプレート２０
７と第２サブプレート２０８とが板状の突起２２７によ
り係合しているため、従来のサブピンを用いた係合より
スペースを大幅に省略できる。特に、突起２２７は板状
であり半径方向には板の厚さのみの幅を有している。こ
のため、半径方向のスペースを大幅に確保できる。また
突起２２７は第２窓孔５６内において半径方向に小さい
ため、第１バネ１６の径が小さくなることはない。ま
た、突起２２７は第２窓孔５６の最内周に配置されてお
り、第１バネ１６に干渉しにくい。

【０１０６】さらに、突起２２７は第１サブプレート２
０７と一体の部材であるため、従来のサブピン構造に比
べて部品点数を減らせる。 〔ブッシュ９３の構造〕ブッシュ９３の機能について説
明する。

【０１０７】摩擦ブッシュ９３は、図２０〜２２に示す
ように、主に、樹脂製の環状部９４から主に構成されて
いる。環状部９４は半径方向に所定の幅を有し軸方向の
厚みが薄い円板状の部材である。環状部９４の内周縁に
は軸方向エンジン側（第１軸方向側）に突出する筒状部
９８が形成されている。筒状部９８の内周面はハブ３の
ボス６２の外周面に当接又は近接している。環状部９４
の外周縁には軸方向トランスミッション側（第２軸方向
側）に突出する筒状部９７が形成されている。筒状部９
７の内周面は第１サブプレート２０７の筒状部２２２の
外周面に当接又は近接している。

【０１０８】ブッシュ９３は、 （１）筒状部９８によって、自らと、クラッチプレート
３１，リテーニングプレート３２とをハブ３のボス６２
に対して相対回転可能に半径方向に支持する。 （２）筒状部９７によって、ハブフランジ１８をハブ３
のボス６２に対して相対回転可能となるように半径方向
に支持する。筒状部９７は、第１実施形態では筒状部５
９を直接支持し、第２実施形態では第１サブプレート２
０７の筒状部２２２を介して筒状部５９を支持してい
る。

【０１０９】以上に述べたようにブッシュ９３は、ハブ
３のボス６２の外周側に配置された３枚のプレート（プ
レート３１，３２とハブフランジ１８）をボス６２に対
して芯出ししている。 〔動作説明〕次に、図４６の捩じり特性線図を用いてク
ラッチディスク組立体２０１の動作について説明する。
ここでは、入力回転体２を他の部材に固定しておきそれ
に対してハブ３をＲ２方向に捩っていく動作に基づいて
説明する。捩じり角度の小さな領域では、最も剛性の低
い第２バネ２１が圧縮され第１小摩擦機構１０で滑りが
生じる。この結果、θＡまでは低剛性・低ヒステリシス
トルクの特性が得られる。捩じり角度がθＡを超える
と、第２バネ２１の圧縮がそれ以上進まず、バネ２０６
が回転方向に圧縮される。このとき第２大摩擦機構８で
滑りが生じ１段目よりは大きいヒステリシストルクが発
生する。この２段目においてバネ２０６で発生するトル
クが第１バネ１６のイニシャルトルクとヒステリシスト
ルクの合計（バネ２０６が第１バネ１６に荷重を作用さ
せたときに摩擦係合部分において発生する抵抗力に基づ
くトルク）を超えると、第１バネ１６の圧縮が開始さ
れ、第１バネ１６と並列に配置された第１大摩擦機構３
９で滑りが生じる。このように２段目途中からヒステリ
シストルクが高くなる。θＢになり、内周歯６１と外周
歯６５が当接すると、以後はバネ２０６の圧縮は停止さ
れる。すなわち、第１バネ１６のみが圧縮され、さらに
捩じり角度が大きくなるとバネ１７が第１バネ１６と並
列に圧縮される。

【０１１０】以上に説明したように、２段目のバネ２０
６と３段目の第１バネ１６とが直列に作用するように配
置されているため、２段目においてヒステリシストルク
が途中から高くなる。

【０１１１】より詳細には、２段目初期ではバネ２０６
のみが主に圧縮され中剛性・中ヒステリシストルク（Ｈ
２）が発生する。θＢからは第１バネ１６とバネ２０６
が直列に圧縮されるため、剛性は１段目よりは高いが２
段目初期よりは低くなる。しかし、バネ２０６が圧縮さ
れることでブッシュ９３と筒状部５９において滑りが生
じ、２段目初期より大きい中間ヒステリシストルク（Ｈ
ｍ）が発生している。この実施形態では、中間ヒステリ
シストルク（Ｈｍ）の領域は２段目の大半（８割程度）
を占めている。捩じり角度θＢを越えると、バネ２０６
の圧縮が停止され、第１バネ１６のみが圧縮される。し
たがって３段目では２段目より高い剛性が得られる。ま
た、３段目で生じる高ヒステリシストルク（Ｈ３）は２
段目で生じるヒステリシストルク（Ｈ２，Ｈｍ）より大
きい。

【０１１２】以上の説明から明らかなように、第１バネ
１６とバネ２０６が直列に圧縮されているときの中間ヒ
ステリシストルク（Ｈｍ）は、第１バネ１６のみが圧縮
されているときに発生するヒステリシストルク（Ｈ２）
より高く、バネ２０６のみが圧縮されているときに発生
する高ヒステリシストルク（Ｈ３）より低い。この結
果、３段目の開始時（２段目と３段目の境界）であるθ
Ｂにおいてヒステリシストルクが急激に大きくなること
がない。従来であれば、θＢにおいてヒステリシストル
ク（Ｈ２）からヒステリシストルク（Ｈ３）に変化し、
その変化量は大きかった。また、２段目の開始時（１段
目と２段目の境界）であるθＡにおいてもヒステリシス
トルクが急激に大きくなることはない。

【０１１３】以上の捩じり特性によって、１段目正負全
体にわたって作動するアイドリング時の振動に対してジ
ャンピング現象が生じにくくなっている。具体的には２
段目に中間ヒステリシストルク（Ｈｍ）が得られている
ため、振動の吸収が緩やかに行われる。

【０１１４】このクラッチディスク組立体１では、θＡ
までの１段目が低捩じり角度領域に該当し、θＢ以上の
３、４段目が高捩じり角度領域に該当する。θＡ〜θＢ
までの間はその中間領域である。

【０１１５】本発明に係るダンパー機構又はダンパーデ
ィスク組立体は、クラッチディスク組立体に限定され
ず、フライホイール組立体のダンパー、トルクコンバー
タロックアップのダンパー、その他のダンパーに採用可
能である。

【０１１６】

【発明の効果】本発明に係るダンパーディスク組立体で
は、中間機構は第１中間部材と第２中間部材とからな
り、前記所定の隙間は第１中間部材と第２中間部材との
回転方向間、及び第２中間部材と円板状中間部材との回
転方向間の少なくとも一方に確保されているため、いず
れの部材との間に所定の隙間を確保するかを選択するこ
とによって微小捩り振動発生時に第２中間部材が摺動す
る部材を変更できる。この結果、第２中間部材と他の部
材との摩擦係数がそれぞれ異なる場合には微小捩り振動
に対して異なるレベルのヒステリシストルクを得ること
ができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施形態としてのクラッチディスク
組立体の平面図。

【図２】図１の部分拡大図。

【図３】図１のIII−III 断面図。

【図４】図１の0-IV断面図。

【図５】図１のO-V 断面図。

【図６】第２隙間機構を説明するための部分平面図。

【図７】本発明のクラッチディスク組立体のダンパー機
構としての機械回路図。

【図８】固定プレートの平面図。

【図９】図８のIX-IX 断面図。

【図１０】図８のX 矢視図。

【図１１】図８のXI矢視図。

【図１２】ブッシュの平面図。

【図１３】図１２のXIII矢視図。

【図１４】図１２のXIV-XIV 断面図。

【図１５】図１４の部分拡大図。

【図１６】図１７のXVI-XVI 断面図。

【図１７】ブッシュの裏面図。

【図１８】図１７のXVII矢視図。

【図１９】図１７のXIX 矢視図。

【図２０】摩擦ブッシュの平面図。

【図２１】図２０のXXI-XXI 断面図。

【図２２】図２１の部分拡大図。

【図２３】第１隙間機構を説明するための部分平面図。

【図２４】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図。

【図２５】図２４の部分拡大図。

【図２６】第２実施形態における、図６に対応する図。

【図２７】第２実施形態における、図７に対応する図。

【図２８】第３実施形態における、図６に対応する図。

【図２９】第３実施形態における、図７に対応する図。

【図３０】第４実施形態における、図３に対応する図。

【図３１】第４実施形態における、図７に対応する図。

【図３２】第５実施形態におけるクラッチディスク組立
体の平面図。

【図３３】図３２のXXXIII−Ｏ断面図。

【図３４】図３２のXXXIV−Ｏ断面図。

【図３５】図３２のXXXV−Ｏ断面図。

【図３６】図３２の部分拡大図。

【図３７】図３２の部分拡大図。

【図３８】ハブフランジの平面図。

【図３９】第２サブプレートの平面図。

【図４０】第１サブプレートの平面図。

【図４１】図４０のXXXXI矢視図。

【図４２】第２サブプレートとハブとの係合を示すため
の部分平面図。

【図４３】ハブフランジと第１及び第２サブプレートと
の関係を示す断面図。

【図４４】第５実施形態における、第２隙間機構説明す
るための部分平面図。

【図４５】クラッチディスク組立体の機械回路図。

【図４６】クラッチディスク組立体の捩じり特性線図

【符号の説明】

１ クラッチディスク組立体 ２ 入力回転体 ３ ハブ ４ ダンパー機構 ５ 第１ダンパー機構 ６ 第２ダンパー機構 ７ 第１弾性機構 ８ 第２大摩擦機構 ９ 第２弾性機構 １０ 第１小摩擦機構 １６ 第１バネ １８ ハブフランジ １９ ブッシュ ２０ 固定プレート ２１ 第２バネ ３１ クラッチプレート ３２ リテーニングプレート ３８ 第２小摩擦機構 ３９ 第１大摩擦機構 ４５ 第１隙間機構 ４６ 第２隙間機構 ４８ 第１摩擦ワッシャー ４９ 第１コーンスプリング ７８ 第２コーンスプリング

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 藤岡 啓介 大阪府寝屋川市木田元宮１丁目１番１号 株式会社エクセディ内 Ｆターム(参考） 3J056 AA58 BA03 BE28 CB14 CX03 CX18 CX23 CX38 CX44 CX63 GA02 GA12

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】軸方向に間隔をあけて配置され互いに固定
   された第１及び第２円板状入力部材（３１，３２）と、 前記第１及び第２円板状入力部材の内周側に配置された
   ハブ（３）と、 前記ハブの外周側で前記第１及び第２円板状入力部材の
   軸方向間に配置された円板状中間部材（１８）と、 前記第２円板状入力部材（３２）と前記円板状中間部材
   との間に配置され、前記第２円板状入力部材に対して前
   記第２円板状入力部材からトルクが入力されるようにか
   つ軸方向に移動可能に係合する摩擦部材（４８）と、 前記摩擦部材と前記第２円板状入力部材との軸方向間に
   配置され、前記摩擦部材と前記第２円板状入力部材に対
   して軸方向に反発力を与えている付勢部材（４９）と、 前記摩擦部材と前記円板状中間部材との軸方向間に挟ま
   れて配置された中間機構（２０，８０，２０６，２０
   ８）と、 前記中間機構と前記ハブとを回転方向に弾性的に連結
   し、捩じり特性の低捩じり角度領域で低剛性をもたらす
   ための第１弾性部材（２１）と、 前記第１及び第２円板状入力部材と前記円板状中間部材
   とを回転方向に弾性的に連結し、捩じり特性の高捩じり
   角度領域で高剛性をもたらすための第２弾性部材（１
   ６）とを備え、 前記中間機構は、前記摩擦部材に軸方向から当接して配
   置された第１中間部材（２０）と、前記第１中間部材と
   前記円板状中間部材との軸方向間に挟まれて配置され前
   記第１中間部材と前記円板状中間部材との間でトルクを
   伝達するようになっている第２中間部材（８０）とを有
   しており、 前記第１中間部材と前記第２中間部材との回転方向間、
   及び前記第２中間部材と前記円板状中間部材との回転方
   向間の少なくとも一方には前記高捩じり角度領域におけ
   る微妙捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機構
   を摺動させないための所定の隙間が確保されている、ダ
   ンパーディスク組立体（１）。
2. 【請求項２】前記第１中間部材と前記第２中間部材の間
   の摩擦係数は、前記円板状中間部材と前記第２中間部材
   の摩擦係数と異なる、請求項１に記載のダンパーディス
   ク組立体。
3. 【請求項３】前記第２中間部材は樹脂製である、請求項
   １又は２に記載のダンパーディスク組立体。
4. 【請求項４】前記第１中間部材と前記第２中間部材との
   回転方向間、及び前記第２中間部材と前記円板状中間部
   材との回転方向間の両方に前記高捩じり角度領域におけ
   る微妙捩じり振動に対して前記摩擦部材と前記中間機構
   を摺動させないための所定の隙間が確保されている、請
   求項１〜３のいずれかに記載のダンパーディスク組立
   体。